单级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器设计说明书学生姓名：王鹏威学号：1203411025年级：12级专业：机械制造与自动化院（系）：机电工程学院指导教师：余爱香时间：2014年10月目录一确定传动方案………………1二选择电动机…………1三传动零件的设计计算………………3四圆柱齿轮的设计……………………5五轴的结构设计…………7六输出轴的的设计…………7七轴的强度校核…………10八轴承、键和联轴器的选择…………10九轴承的选择及校核………13十减速器润滑、密封…………15十一减速器附件的选择确定……15十二箱体主要结构尺寸计算…………………16设计总结…………17参考文献设计任务书连续单向运转，两班制工作，载荷变化大，空载起动，室内有粉尘，输送带输允许有±5%的误差。已知数据数据输送带工作拉力FW=2.7KW输送带速度Vw=1.3M/S卷筒直径D=350mm设计任务要求：减速器装配图纸一张轴、齿轮零件图纸各一张两张设计说明书一分一份计算及说明主要结果一．确定传动方案单机圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高级，齿轮传动放在低速级如图A-1所示二选择电动机（1)选择电动机类型结构形式根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，结构形式为卧式封闭结构（2)确定电动机的功率工作机所需要的功率Ｐw（KW）Ｐw=FwVw/1000ηw式中，

Fw=2700N，Vw=1.3m/s，带式输送机的效率ηw=0.95带入上式得Ｐw=2700x1.3/1000x0.95=3.7kw电动机所需功率Ｐo（kw）按下式计算Ｐo=Ｐw/ηη为电动机到滚筒工作轴的传动装置，根据传动特点，由附录查表A-1查得：V带传动η=0.96，一对齿轮传动η=0.97，一对滚动轴承η=0.99，联轴器η=0.99因此总效率：η=η带η齿轮η2轴承η联轴器=0.96x0.972x0.99x0.99=0.904Ｐo=Ｐw/η=3.7/0.904=4.09确定电动机额定功率Ｐm（kw），使得Ｐm=4.09~5.31查表A-2取Ｐm=5.5kw（3）确定电动机转速工作机转筒的转速nw=60x1000vw/πx360r/min=70.97r/min根据附录表A-2各类传动比的取值范围，取V带传动比i带=2~4一级齿轮减速器i齿轮=3~5传动装置总传动比i总=6~20，故电动机的取值范围：nm=i总/nw=（6~20）x70.97=425.82~1419.4r/min（4）计算传动装置的总传动比和各级传动比符合此转速要求的同步转速有960r/min,1400r/min两种电机对比如下表1-1方案型号额定功率（kw）电动机转速r/min满载同步1Y132M1-65.596010002Y132S-45.514401500（5）计算传活动装置的运动参数和动力参数传动装置的总传动比为；i总=nm/nw=1440/70.79=20.292)分配各级传动比取V带传动比i=3，单机圆柱齿轮减速器传动比为；i齿=i总/i带=20.29/3=6.76各轴转速Ⅰ轴n1=nm/i带=1440/3=480r/minⅡ轴n2=n/i齿=480/6.76=71r/min滚筒轴n滚筒=n2=71r/min各轴功率Ⅰ轴P1=Ｐoη带=4.09x0.96=3.93kwⅡ轴P2=P1η齿轮η轴承=3.93x0.97x0.99=3.77kw滚筒轴P=P2η轴承η联轴器=3.77x.099x0.99=3.69kw3）各轴转矩电动机轴T0=9550xeq\f(P0,nm)=9550xeq\f(4.09,1440)eq\f(4.09,1440)eq=27125N.mmⅠ轴T1=T0i带η带=27125x3x0.99=80561N.mmⅡ轴T2=T1i齿轮η齿轮η轴承=80561x6.76x0.97x0.99=522972N.mm滚筒轴T=T2η轴承η联轴器=522972x0.99x0.99=512564N.mm传动零件的设计计算（1）计算功率根据以上列出传动参数和动力参数数据轴号功率P\KM转速n转矩T\N传动比i04.09144027125313.9348080561323.93715229726.7633.69715125641（2）选择V带类型根据已知的减速器参数确定带的型号、根数、和长度，确定带的传动中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径、材料、结构尺寸。带传动的计算参数如下；项目P0\KWnm\r.minI参数4.0914403（3）确定V带基准直径根据条件取KA=1.2PC=KAP0=1.2X4.09=4.9KW根据图表P0、nm选用A型初选小带轮的基准直径d1取小带轮直径125mmv=eq\F(πd1n1,60x1000)=3.14X125X1440/60X1000=9.42m/s因为5m/s<v<30m/s；故带速合适（4）计算大带轮的直径ｉ=eq\f(n1,n2)=eq\f(1440,480)=3dd2=idd1=3x125=375mm圆取整dd2=400mm因没有给定中心距的尺寸范围，按公式;0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)367.5mm≤0a≤1050mm初定a=600mm（5）实际中心距和带的基准长度Ld基准长度L0≈2a0+eq\f(π,2)（dd1+dd2）+(dd2+dd1)2/4a0=2x600+3.14x(125+400)/2+(400+125)2/4x600≈2056mm由表选带的基准长度2240mm计算实际中心距；a≈a0+eq\F(Ld-Lo,2)=600+eq\f(2240-2056,2)≈692mm中心距地变化：amin=a-0.015Ld=566.4mmamax=a-=0.03Ld=667.2mm（6）验算小带轮包角α≈1800-57.30x(dd2+dd1)/a=1800-57.30xeq\f(400-125,692)≈1490≥900（7)确定V带的根数计算V带的根数由n1、d1查表得到P0=1.4kW由i查表得到ΔP0=0.11kW由Kα=0.97由Ld查表13-3，KL=1.09由式Z=eq\f(Pr,P1+△P1)KLK确定V带的根数Z=eq\f(5.5,1.44)=3.81取4根2）计算对轴的压力四圆柱齿轮的设计连续单向运转载荷变化不大空载启动，室内有粉尘，选择封闭式1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；2）运输机为一般机器，速度不高，选择精度等级为7级精度；3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=101(1)按照齿面接触强度设计计算由公式；将数值带入上述公式可知：d1≥48.62mm（2）确定齿轮参数及计算主要尺寸1）确定模数和齿宽m=d1/Z1=48.62/24=1.94取标准模数值m=22)齿根弯曲接触强度校核计算校核式中：小轮分度圆直径d1=m·Z=2×24=50mm齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.0×50=50mm查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数YFa1=2.63Ysa1=1.59YFa2=2.19Ysa2=1.80将数据带入公式得：σF1=107.34MPaσF2=101.19MPa由于[σF1]≥σF1[σF2]≥σF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求3)齿轮几何尺寸的确定分度圆直径：d1=50mmd2=m·Z2=2×100=200mm齿顶圆直径:da1=d1+2ha1m=54mmda2=d2+2ha1m=204mm齿根圆直径:df1=d1-2（ha+c）m=45mmdf2=d1-2（ha+c）m=195mm中心距：a=m·（Z1+Z2）=125mm小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径d=41轮毂直径=1.2d=1.2×41=49.2圆整到50mm轮毂长度轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取=8轮缘内径=-2h-2=179mm取D2=180(mm)腹板厚度c=0.3b=0.3×45=13.5取c=15(mm)腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（180-70）=27.5(mm)取=27.5(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1齿轮工作如下图所示：五轴的结构设计（1）小齿轮材料用40Gr钢，调质，σb=750MPa；（2）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217～255HBS轴的输入功率为转速为n1=384r/min根据课本查表计算取a=79mmb=49mmc=49mmd≥考虑有一个键槽，将直径增大5%，则d=19.29×(1+5%)mm=20.05mm圆整为25mm以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。六输出轴的的设计（1）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。(2)求齿轮上作用力的大小、方向eq\o\ac(○,1)小齿轮分度圆直径：d1=50mmeq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T1=42.78×103N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×42.78×103/50=1711.2Neq\o\ac(○,4)求径向力FrFr=Ft·tanα=1711.2×tan200=622.83N（3）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RB1=Ftc/(b+c)=855.6NRC1=Ftb/(b+c)=855.6N垂直面的支反力：RB1’=Frc/(b+c)=311.42NRC1’=Frb/(b+c)=311.42N由于选用深沟球轴承则Fa=0（4）画弯矩图剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC1=RB1×b=41924.4Nmm垂直面的弯矩：MC1'=RB1'b=15259.58Nmm合成弯矩：MΙ1=44615.13Nmm（5）轴上传递的转矩：T1=42780Nmm（6）带作用在轴上的力：预紧力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N带对轴作用力:=2ZSin1/2=4383.96N该力产生的弯矩图，如图（e）在轴承B处弯矩=a×=364332.84Nmm总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩：=+×c/（b+c）=390947.97Nmm（7）计算n个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，公式为：=Ⅰ-Ⅰ剖面：==391789.69NmmⅡ-Ⅱ剖面：=T=25668NmmⅢ-Ⅲ剖面：==365235.9Nmm（8）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为90MPa公式为：d≥则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥可以圆整到30mm七轴的强度校核1)按扭矩初算轴径大齿轮材料用45钢，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：C=117d≥考虑有两个键槽，将直径增大10%，则d=30.43×(1+10%)mm=33.47mm圆整为35mm以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径八轴承、键和联轴器的选择1)轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和皮带轮依次从右面装入。2)求齿轮上作用力的大小、方向eq\o\ac(○,1)大齿轮分度圆直径：d1=200mmeq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T2=167960N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×167960/200=1679.6Neq\o\ac(○,4)求径向力：FrFr=Ft·tanα=1679.6×tan200=611.32N3）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RB2=Ftc/(b+c)=839.8NRC2=Ftb/(b+c)=839.8N垂直面的支反力：RB2’=Frc/(b+c)=305.66NRC2’=Frb/(b+c)=305.66N由于选用深沟球轴承则Fa=04）画弯矩图剖面Ι-Ι处的弯矩：水平面的弯矩：MC2=RB2×b=41150.2Nmm垂直面的弯矩：MC2'=RB2'b=14977.34Nmm合成弯矩：MΙ2=43791.09Nmm5）轴上传递的转矩：T2=167960Nmm6）计算n个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，公式：=Ⅰ-Ⅰ剖面：==109879.31NmmⅡ-Ⅱ剖面：=T=100776NmmⅢ-Ⅲ剖面：=T=100776Nmm7）计算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三个剖面的直径[σ-1]b为对称循环许用弯曲应力，为90MPa公式为：d≥则Ⅰ-Ⅰ处：dⅠ≥Ⅱ-Ⅱ处：dⅡ≥Ⅲ-Ⅲ处：dⅢ≥按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：σe=/W≤[σ-1]输入轴：轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa则σe=/W=31.28≤[σ-1]=65MPa故轴的强度满足要求输出轴：轴是直径为41的是实心圆轴，W=0.1d3=6892.1Nmm轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为[σ-1]=65MPa则σe=MΙ2/W=6.35≤[σ-1]=65MPa故轴的强度满足要求九轴承的选择及校核1）轴承的选择及校核因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查表定出滚动轴承型号列表如下：轴号轴承型号基本尺寸mmdDB1620630621626208408018(1）.小轴的轴承使用寿命计算小齿轮轴承选用6206，Cr=19.5kNFr=622.83N教材表10-8查得=1.2径向当量动载荷：Pr=r=1.2622.83=747.396N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1=6231601.8>87600故满足寿命要求(2）.大轴的轴承使用寿命计算大轴承选用6208，Cr=29.5kNFr=611.32N径向当量动载荷：Pr=r=1.2611.32=733.58N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1=11346921>87600h故满足寿命要求2）键的选择计算及校核(1).小轴上的键：Ft=1711.2N查手册得，选用A型平键，得：A键8×40GB1096-79L=40mmh=7mm根据式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(k·L)=24.45MPa≤100MPa故键强度符合要求(2).大轴上的键：Ft=1679.6N查手册选：A键12×34GB1096-79L=34mmh=8A键12×52GB1096-79L=52mmh=8根据式σpa=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=24.7Mpa<100Mpaσpc=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=16.15Mpa<100Mpa故键强度符合要求3）联轴器的选择在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承载能力较高的刚性可移式联轴器。查表得选用YL8型号的轴孔直径为35的凸缘联轴器，公称转矩Tn=250N·mK=1.3=9550=9550×=218.35N·m选用YL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，<。采用J型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，选d=35，轴孔长度L=60YL8型弹性套住联轴器有关参数型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/（r·）轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型YL825043003560130HT200J型A型十减速器润滑、密封1）润滑的选择确定1.齿轮V＜12m/s，选用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30～50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35～0.7m3。2.对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。2）润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用AN150全系统损耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量为1.2L左右2.轴承润滑选用AN150全系统损耗油3）密封的选择与确定1).箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2).观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3).轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。十一减速器附件的选择确定1）轴承端盖：HT150参看唐曾宝编著的《机械设计课程设计》（第二版）的表14－1根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D+2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1≥e；m由结构确定；D4=D-(10～15)mm；D5=D0-3d3；D6=D-(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=5～10，h=(0.8～1)b油面指示器：用来指示箱内油面的高度。放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出4）窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。5）定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。6）启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。7）轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。十二箱体主要结构尺寸计算箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》（第二版）表5－1箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚δ8机盖壁厚δ18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径Df16地脚螺钉数目N4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径D6凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准箱体外壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5—8)=34大齿轮顶圆与内机壁距离△112齿轮端面与内机壁距离△212机盖、机座肋厚m1,m29，9轴承端盖外径（凸缘式）D2101，120设计总结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展；而且学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置